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(10)计算预紧力
查《机械设计》表8-4，q=0.18kg/m
pca?2.5??1??qv2?vz?k??7.18?2.5?2?500??1???0.18?9.95
9.95?3?0.97??207.52NF0?500(11)计算压轴力
(Fp)min?2?Z?(F0)min?sin?/2?2?3?207.52?sin1680/2?1238.3N
4.2 传动轴的估算
传动轴除应满足强度要求外，还应满足刚度的要求，强度要求保证轴在反复载荷和扭载荷作用下不发生疲劳破坏。机床主传动系统精度要求较高，不允许有较大变形。因此疲劳强度一般不失是主要矛盾，除了载荷很大的情况外，可以不必验算轴的强度。刚度要求保证轴在载荷下不至发生过大的变形。因此，必须保证传动轴有足够的刚度。
4.2.1 主轴的计算转速
主轴的计算转速是低速第一个三分之一变速范围的最高一级转速：
n?nmin?z?1312?13
?88r/min?nj?31.5?1.414.2.2 各传动轴的计算转速
轴Ⅳ：有12级转速，其中80r/min通过齿轮获得63r/min，刚好能传递全部功率：
a
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所以：nV =80r/min
同理可得：nⅣ =250r/min ，nⅢ =630r/min ，nⅡ =630r/min,nⅠ =800r/min 4.2.3 各轴直径的估算
d?KA4P?mm Nj其中：P-电动机额定功率 K-键槽系数 A-系数
?-从电机到该传动轴之间传动件的传动效率的乘积；
nj-该传动轴的计算转速。
计算转速nj是传动件能传递全部功率的最低转速。各传动件的计算转速可以从转速图上，按主轴的计算转速和相应的传动关系确定。
Ⅰ轴：K=1.06，A=120 所以d1?(120?1.06)47.5?0.96mm?25.3mm ， 取28mm 800Ⅱ轴：K=1.06，A=120
d2?(120?1.06)47.5?0.96?0.99?0.98mm?27.4mm, 取30mm
630Ⅲ轴：K=1.06，A=110
d3?(110?1.06)46.98544?0.99?0.98mm?38.5mm , 取40mm
630Ⅳ轴：K=1.06，A=100
d4?(100?1.06)4?27.4mm6.98544?0.99?0.98?0.99?0.98mm, 取30mm 250a
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此轴径为平均轴径，设计时可相应调整。
4.3 齿轮齿数的确定和模数的计算
4.3.1 齿轮齿数的确定
当各变速组的传动比确定以后，可确定齿轮齿数。对于定比传动的齿轮齿数可依据机械设计手册推荐的方法确定。对于变速组内齿轮的齿数，如传动比是标准公比的整数次方时，变速组内每对齿轮的齿数和Sz及小齿轮的齿数可以从表3-6（机械制造装备设计）中选取。一般在主传动中，最小齿数应大于18～20。采用三联滑移齿轮时，应检查滑移齿轮之间的齿数关系：三联滑移齿轮的最大齿轮之间的齿数差应大于或等于4，以保证滑移是齿轮外圆不相碰。
第一组齿轮： 传动比：u1?1?1, u2?1?1 1.41?0?1齿数和Sz取84
Z?=42，Z2=42，Z3=35，Z4=49；
第二组齿轮： 传动比：u1?1?1,u2?1?0?2， u3?1?4
齿数和Sz取90：
Z5=45，Z6=45，Z7=18，Z8=72，Z9=30，Z10=60；
第三组齿轮： 传动比：u1??21,u2?1?4
齿数和Sz取110：
a
机床主传动系统设计
